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多功能材料试验机的设计【优秀】【word+7张CAD图纸】【毕设】

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关键词：: 多功能材料试验机试验台实验

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多功能材料试验机的设计【含全套CAD图纸】【优秀】【word+7张CAD图纸】【毕业设计】

【带外文翻译】【31页@正文9600字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】

主轴.dwg

大锥齿轮.dwg

小锥齿轮.dwg

文献翻译.doc

毕业论文.doc

涡轮.dwg

滚珠丝杆.dwg

蜗杆.dwg

试验机装配图.dwg

摘要3

第一章概述5

1.1材料试验机概述5

1.2国内外试验机研究的现状5

第二章设计方案9

2.1方案简述9

2.1.1方案一：锥齿轮传动9

2.1.2 方案二：链轮传动9

2.1.3方案三：丝杆传动10

2.1.4方案四：液压传动11

2.2方案比较12

第三章运动动力设计和相关计算13

3.1电动机的选择13

3.2传动装置总传动比的计算及其分配13

3.3蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核14

3.3.1涡轮蜗杆材料的选择14

3.3.2蜗杆传动类型的选择14

3.4锥齿轮的传动设计18

3.4.1选材、热处理、选齿轮18

3.4.2按接触强度计算d18

3.4.3校核d20

3.4.4根据齿根弯曲强度校核21

3.4.5几何尺寸的计算22

3.5工作主轴的设计和校核23

3.5.1计算工作主轴23

3.5.2工作主轴的校核24

3.6滚珠丝杆传动的设计与校核26

3.6.1工作压强的计算26

3.6.2静载荷计算27

3.6.3螺杆的强度计算28

3.6.4寿命计算28

总结30

参考文献31

文献翻译32

万能材料试验机

摘要:试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。近年来，试验机行业技术突飞猛进。试验机向着两个方向即超微外力检测与超大外力检测发展。高检测精度、高灵敏度、运动平稳、易于操纵是目前试验机的主要发展方向。?

本文首先概述了试验机的基本定义、分类与国内外一些重要生产商的成果。第二部分论述了所想到的四种方案并对这些方案优缺点作了分析和对比。前三种方案均为利用滚珠丝杠，最后一种则利用液压。在彼此比较后决定选第一种方案。第三部分则是说明了试验机的主要机械传动部分的设计以及对它们的校核过程。试验机的传动部分主要由蜗轮蜗杆、锥齿轮、滚珠丝杠三部分组成。经过校核后所有设计均符合要求。用ProE软件完成试验机的三维总装图，然后得到了整个试验机的二维装配图和蜗轮蜗杆、锥齿轮、轴等二维零件图。在文章的最后简明的介绍了做本次毕业设计的一些心得体会。

关键词:试验机；蜗轮蜗杆；锥齿轮；滚珠丝杆。

第一章概述

1.1材料试验机概述?

材料试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。广泛应用于机械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通运输、等工业部门以及大专院校、科研院所的相关实验室。对有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、降低成本、保证产品安全可靠等都具有重要作用。

材料试验机的种类很多，有多种不同的分类方法。按加荷方法分类: 静负荷试验机(静态)和动负荷试验机(动态)。其中静态试验机一个主要组成部分万能试验机又可分为液压万能试验机、电液伺服万能试验机和电子万能试验机。

参考文献

（1）濮良贵、纪名刚等，机械设计（第八版），北京高等教育出版社，2006.6?186～ 272

（2）吴宗泽、罗圣国，机械设计课程设计手册（第三版），北京高等教育出版社，2006.5 4～170

（3）成大先等，机械设计手册（第四版）北京化学工业出版社，2001.11?210～351

（4）王中发、吴宗泽，实用机械设计，北京理工大学出版社，1998.2

（5）现代机械传动手册》编辑委员会，现代机械传动手册（第二版），北京机械工业出版社，2002.5?145～167?

（6）杨黎明、黄凯、李恩至、陈实现，机械零件设计手册，北京国防工业出版社， 1987.6，225～287

（7）孙桓，机械原理，北京高等教育出版社，2006.5 174～201

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（8）廖念钊、莫雨松等，互换性与技术测量(第四版)，北京中国计量出版社，2006.71～117?

（9）朱孝录等，机械传动设计手册，北京电子工业出版社，2007.7??120～357

（10）李晓杰，CSS-2200系列电子万能试验机，试验技术与试验机，1996年，卷36,3～6

内容简介：: 文献翻译英文原文：NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSIONOF THE CRANK-AND-ROCKER MECHANISM DESIGNAbstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use.Keywords：Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variationINTRODUCTIONBy conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized.The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively.1. ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle. The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established.The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker and the oscillating angle of rocker are given. Then the value of the coefficient of travel speed variation is chosen in the permitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank possibly realized is calculated corresponding to value .1.1 Length of bars of crank and rocker mechanismAs shown in Fig.1, left arc is the permitted field of point . The coordinates of point are chosen by small step from point to point .The coordinates of point are (1) (2)where , the step, is increased by small increment within range(0,). If the smaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. is the radius of the design circle. is the distance from to . (3)Calculating the length of arc and , the length of the bars of the mechanism corresponding to point is obtained1,2.1.2 Minimum transmission angle Minimum transmission angle (see Fig.2) is determined by the equations3 (4) (5) (6)where Length of crank(mm) Length of connecting bar(mm)Length of rocker(mm)Length of machine frame(mm)Firstly, we choose minimum comparing with . And then we record all values of greater than or equal to and choose the maximum of them.Secondly, we find the maximum of corresponding to any oscillating angle which is chosen by small step in the permitted range (maximum of is different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation ).Finally, we change the length of rocker by small step similarly. Thus we may obtain the maximum of corresponding to the different length of bars, different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation .Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design.It is worth pointing out that whatever the length of rocker is evaluated, the location that the maximum of arises is only related to the ratio of the length of rocker and the length of machine frame /, while independent of .2. DESIGN METHOD2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rockerThe design procedure is as follows.(1) According to given and , taken account to the formula the extreme included angle is found. The corresponding ratio of the length of bars / is obtained consulting Fig.3. (7)(2) Choose the length of rocker according to the work requirement, the length of the machine frame is obtained from the ratio /.(3) Choose the centre of fixed hinge as the vertex arbitrarily, and plot an isosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker (see Fig.4), and . Then plot , draw , and make angle . Thus the point of intersection of and is gained. Finally, draw the circumcircle of triangle .(4) Plot an arc with point as the centre of the circle, as the radius. The arc intersections arc at point . Point is just the centre of the fixed hinge of the crank.Therefore, from the length of the crank (8)and the length of the connecting bar (9)we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of , , , and .Thus the optimal transmission property is realized under given conditions.2.2 Realizing the optimal transmission design given the length of the rocker (or the length of the machine frame) and the coefficient of travel speed variationWe take the following steps.(1) The appropriate ratio of the bars / can be chosen according to given . Furthermore, we find the length of machine frame (the length of rocker ).(2) The corresponding oscillating angle of the rocker can be obtained consulting Fig.3. And we calculate the extreme included angle .Then repeat (3) and (4) in section 2.13. DESIGN EXAMPLEThe known conditions are that the coefficient of travel speed variation and maximum oscillating angle . The crankandrocker mechanism realizing the optimal transmission is designed by the diagram solution method presented above.First, with Eq.(7), we can calculate the extreme included angle . Then, we find consulting Fig.3 according to the values of and .If evaluate mm, then we will obtain mm.Next, draw sketch(omitted).As result, the length of bars is mm, mm, mm, mm.The minimum transmission angle is The results obtained by computer are mm, mm, mm, mm.Provided that the figure design is carried under the condition of the Auto CAD circumstances, very precise design results can be achieved.4. CONCLUSIONS A novel approach of diagram solution can realize the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism. The method is simple and convenient in the practical use. In conventional design of mechanism, taking 0.1 mm as the value of effective the precision of the component sizes will be enough.译文：认识曲柄摇臂机构设计的最优传动方法摘要：一种曲柄摇臂机构设计的最优传动的方法被提出。这种优化组合设计被用来找出最优的传递参数。得出最优传递图。在图中，在极小的传动角度之间, 滑移速度变化系数，摇臂的摆动角度和杆的长度被直观地显示。这是这种方法拥有的主要特征。根据指定的要求，它将传动角度之下的最优传动参数直接地表达在图上。通过这种方法，机械传动的特性能用以获取最优传动效果。特别是，这种方法是简单和实用的。关键字：曲柄摇臂机构最优传动角度滑移速度变化系数0 介绍由曲柄摇臂机构设计的常规方法, 在各种各样的参量之间很难找出优化组合的最优传动。通过本文介绍的图面设计方法可以帮助达到这个目的。在指定的情况下，通过观查设计图面, 我们就能得到每个参量和另外一个曲柄摇臂机构设计之间的联系。由因认识最优传动。具体的设计的理论和方法，以及它们各自的应用事例将在以下介绍。1 优化传动设计的建立优化传动的设计一直是设计师改进传输效率和追求产量的最重要的索引的当中一个。曲柄摇臂机构被广泛应用在机械传动中。如何改进工作效率和减少多余的功率损失直接地与滑移速度变化系数，摇臂的摆动角度和曲柄摇臂的比率有关系。这些参数的合理组合采用对机械效率和产量有重要作用, 这些主要体现在极小的传输角度上。认识机械优化传动目的是找到极小的传输角度的最大值。设计参数是适度地减少限制而且分开的合理优化方法的结合。因此，完全限制领域的优化传动建立了。以下步骤被采用在通常的设计方法。首先，测量出摇臂的长度和摇臂的摆动角度的初始值。然后滑移速度变化系数的值被定在允许的范围内。同时，曲柄固定的铰接座标可能被认为是任意值。1.1 曲柄摇臂机构杆的长度由图Fig.1，左弧是点被允许的领域。点的座标的选择从点到点。点的座标是 (1) (2)当，高度，在range(0 ，) 被逐渐增加。如果选的越小,计算精度将越高。是设计圆的半径。是从到的距离。 (3)计算弧和的长度，机械杆对应于点的长度是obtained1,2 。1.2 极小的传动角度极小的传动角度 (参见Fig.2) 由equations3确定 (4) (5) (6)由于曲柄的长度(毫米) 连杆的长度（毫米）摇臂的长度（毫米）机器的长度（毫米）首先, 我们比较极小值和。并且我们记录所有的值大于或等于，然后选择他们之间的最大值。第二, 我们发现最大值对应于一个逐渐变小的范围的任一个摆动的角度 (最大值是不同于摆动的角度和滑移速度变化系数) 。最后, 我们相似地慢慢缩小摇臂的长度。因而我们能获得最大值对应于杆的不同长度, 另外摆动的角度和滑移速度变化系数。Fig.3成功的表达设计的目的。它确定了无论是摇臂的长度,最大值出现的地点，只与摇臂的长度和机械的长度的比率/有关, 当确定时。2 设计方法2.1 认识最优传动设计下滑移速度变化系数和摇臂的最大摆动的角度设计步骤如下。(1) 根据所给的和，通常采取对发现极限角度的解释。杆的长度的对应的比率/是从图Fig.3获得的。 (7)(2) 根据工作要求选择摇臂的长度，机械的长度是从比率/获得的。(3) 任意地选择固定的铰接的中心作为端点，并且做一个等腰三角形,令一条边与摇臂的长度相等 (参见Fig.4)，令。然后做，连接，并且做角度。因而增加了交点和。最后，画三角形。(4)以点作为圆的中心，为半径画圆弧。弧交点在点。点是曲柄的固定铰接的中心。所以, 从曲柄的长度 (8)并且连杆的长度 (9)我们将获得曲柄摇臂机构包括，和。因而优化传动加工会在指定的情况下进行。2.2 认识优化传动设计下摇臂的长度(或机械的长度) 和滑移速度变化系数我们采取以下步骤。(1)根据选择的确定杆的适当比率/。此外，我们得出机械 (摇臂的长度) 。(2) 摇臂对应的摆动的角度可以从图Fig.3 获得。并且我们计算出极限角度。然后根据2.1重覆(3) 和(4)3 设计例子已知的条件是, 滑移速度变化系数和最大摆动角度。提出曲柄摇臂机械优化传动图方法设计方案。首先，通过公式(7)，我们能计算出极限角度。然后，我们通过表格Fig.3 查出以及和的值。假设mm, 然后我们将得出mm。然后, 做sketch(omitted) 。最后, 算出杆的长度分别是 mm, mm, mm, mm.极小传动角度是结果由计算可得 mm， mm， mm， mm。在运用Auto CAD 制图设计的情况, 可达到非常精确设计结果。4. 结论认识图解法解答曲柄摇臂机构的最优传动。这种方法是简单和实用的。通常在机械设计中, 将0.1 毫米作为最小有效精度是足够的。13湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题目：多功能材料试验机设计专业：机械设计制造及其自动化学号：2010962942 姓名：周元恺指导教师：周后明完成日期： 2014.5.28 目录摘要3第一章概述51.1材料试验机概述51.2国内外试验机研究的现状5第二章设计方案92.1方案简述92.1.1方案一：锥齿轮传动92.1.2 方案二：链轮传动92.1.3方案三：丝杆传动102.1.4方案四：液压传动112.2方案比较12第三章运动动力设计和相关计算133.1电动机的选择133.2传动装置总传动比的计算及其分配133.3蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核143.3.1涡轮蜗杆材料的选择143.3.2蜗杆传动类型的选择143.4锥齿轮的传动设计183.4.1选材、热处理、选齿轮183.4.2按接触强度计算d183.4.3校核d203.4.4根据齿根弯曲强度校核213.4.5几何尺寸的计算223.5工作主轴的设计和校核233.5.1计算工作主轴233.5.2工作主轴的校核243.6滚珠丝杆传动的设计与校核263.6.1工作压强的计算263.6.2静载荷计算273.6.3螺杆的强度计算283.6.4寿命计算28总结30参考文献31文献翻译32万能材料试验机摘要:试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。近年来，试验机行业技术突飞猛进。试验机向着两个方向即超微外力检测与超大外力检测发展。高检测精度、高灵敏度、运动平稳、易于操纵是目前试验机的主要发展方向。本文首先概述了试验机的基本定义、分类与国内外一些重要生产商的成果。第二部分论述了所想到的四种方案并对这些方案优缺点作了分析和对比。前三种方案均为利用滚珠丝杠，最后一种则利用液压。在彼此比较后决定选第一种方案。第三部分则是说明了试验机的主要机械传动部分的设计以及对它们的校核过程。试验机的传动部分主要由蜗轮蜗杆、锥齿轮、滚珠丝杠三部分组成。经过校核后所有设计均符合要求。用ProE软件完成试验机的三维总装图，然后得到了整个试验机的二维装配图和蜗轮蜗杆、锥齿轮、轴等二维零件图。在文章的最后简明的介绍了做本次毕业设计的一些心得体会。关键词:试验机；蜗轮蜗杆；锥齿轮；滚珠丝杆。UniversaltestingmachineABSTRACT:Testmachineinvariousconditionsandenvironmentin metalmaterials,non-metallicmaterials,machineryaccessory,engineeringstructuressuchasmechanicalproperties,technicsperformance,Internaldefectsandcheckingdynamicimbalancerotatingpartsofsophisticatedtestingequipment,suchasmaterialstension,compression,bending,shear,reversing,impact,fatigue,creep,lastingand relaxation,wear,hardnesstests.Inrecentyears,thetechnicofthetestmachineindustryadvancesrapidly.Testmachineisthedirectiontowardthedevelopmentofthesuper-tinyforcedetectionandthedevelopmentofsuper-largeexternalforcetesting.Detectionofhigh-precision,highsensitivity,smoothmotion,easilyoperatedtestmachineisthemaindevelopmentdirectionpresently.Thispaperfirstsummarizesthetestmachinesbasicdefinition,classification,andsomeimportantdomesticandforeignmanufacturersresults.Thesecondpart,discussingabouttheexperiencesofthefourprojectsaswellasadvantagesanddisadvantages oftheseprojectsareanalyzedandcompared.Theforegoingthreeprogramsaretheuseofballscrew,thelastoneisusingthehydraulicpressure.Incomparisonwitheachotherdecidethefirstoption.Thethirdpartistheexperiment,themajorpartofthemechanicaldrivedesignandtheprocessofcheckingthem.Themaindrivesystemof thetestmachineincludestheworm,tapergear,ballscrewthreecomponents.Aftercheckingallthedesignhadcompliedwiththerequest.Thethree-dimensionalassemblydrawingsofthetestmachinearefinishedbythesoftcalledPROE.Then,exporttheplanardrawings,suchaswormgear&worm,tapergear,shaftandsoon.Intheendconciselyintroducethemeetingandwhathadlearnedinthegraduatedesignexperiences.Keywords:TestMachine ,WormGear&Worm,TaperGear ,BallScrews,Proe第一章概述1.1材料试验机概述材料试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。广泛应用于机械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通运输、等工业部门以及大专院校、科研院所的相关实验室。对有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、降低成本、保证产品安全可靠等都具有重要作用。材料试验机的种类很多，有多种不同的分类方法。按加荷方法分类:静负荷试验机(静态)和动负荷试验机(动态)。其中静态试验机一个主要组成部分万能试验机又可分为液压万能试验机、电液伺服万能试验机和电子万能试验机。1.2国内外试验机研究的现状中国材料试验机的现状验机制造行业在旧中国是空白，中华民共和国成立后，党和政府十分重视我国计量检测事业的历史悠久，但试计量检测技术的发展，采取了许多重要措来发展仪器仪表工业。经过五十多年的努力，我国材料试验机的制造，从无到有图1-1电子万能试验机从小到大，从单参数到多参数，从静态到动态，逐步发展成初具规模，具有能生产静负荷试验机（如拉、压万能试验机、扭转试验机、松弛试验机、持久强渡试验机、蠕变试验机、复合应力试验机等）和动负荷试验机（如冲击试验机和疲劳试验机等）的能力，有效地促进了国民经济建设和国防建设的发展。我国万能材料试验机市场已形成一定规模，试验机产品的发展日趋大型化、智能化、动静态功能复合化，有的试验机产品已出口到国外，远销到亚洲和欧美市场，具有一定的竞争能力。电子万能材料试验机(落地式)主要用于金属、非金属材料的拉伸、压缩、弯曲等力学性能测试和分析研究。广泛应用于航天航空、石油化工、机械制造、塑料橡胶、陶瓷建材、金属材料、建筑工程等行业，以及高等院校、科研机构、技术监督、质检站所等部门。可根据GB/ISO/ASTM/JIS/DIN等标准进行拉伸、压缩、弯曲、剪切及各种高低温试验，可检测材料的屈服强度、抗拉（压、弯）强度、延伸率、非比例强度、弹性模量等参数。电子万能试验机(落地式)性能特点：电子万能试验机(落地式) 采用双空间落地式结构，上空间拉伸，下空间压缩、弯曲。主机部分由四立柱、上横梁、中横梁、工作台组成落地式框架，调速系统安装在工作台下部，由调速精度高、范围宽、性能稳定的交流伺服电机通过同步齿形带减速系统带动滚珠丝杠旋转，滚珠丝杠副驱动中横梁，带动拉伸附具（或压缩、弯曲附具）上下移动，实现试样的加荷和卸载。该结构具有高刚度、高效率、传动稳定。本主机采用先进的DSCC-1全数字闭环控制系统进行控制及测量，采用计算机进行试验过程及试验曲线的动态显示，并进行数据处理，试验结束后可通过图形处理模块对曲线放大进行数据再分析编辑，产品性能达到国际先进水平。图1-2 WE-B系列数显式液压万能试验机主要用于金属材料的拉伸、压缩、弯曲等图1-2 数显式液压万能试验机力学性能试验，增加简单的附件后可对水泥、混凝土、砖、瓦、橡胶及其制品进行检测。本机由双立柱双丝杠油缸下置式主机及琴式油源控制柜组成。拉伸空间位于主机上方，压缩、弯曲试验位于主机下方即中横梁和工作台之间。试验空间的调整通过移动中横梁来实现，中横梁升降采用链条传动。手动调整送油阀进油量来实现材料的拉伸、压缩、弯曲等试验。试验完成后自动求取材料的最大力、抗拉强度等试验结果。WE-B系液压万能试验机性能特点：1、特制超厚钳口座在钳口夹持试样时、使钳口完全包容在钳口座体内，使试样夹持更加可靠，杜绝了因钳口座浅而呈喇叭状变形损坏的可能，大大提高了设备的使用寿命。2、在钳口座和钳口卡板之间增加了耐磨衬板，杜绝金属拉伸过程中氧化皮掉入，致使钳口座斜面划伤的现象，使夹持过程更顺滑，加成更牢靠。3、测控系统运行速度快、界面温和、具有多种试样信息输入模式，可满足不同材料的测试。对于相同条件的试样一次输入多个自动生成。4、试验力显示全程分辨率不变，以确保实验数据测量的准确性。5、试验数据（试验力、加载速率）和试验曲线随试验过程动态实时屏幕显示。6、实验结束后实验数据自动分析、自动存储和打印。7、当负荷超过慢量程的2%-100%是自动过载保护停机。8、分解试验日期可自动查询相关历史记录。9、软件预留数据接口，方便于试验室间隔局域联网，便于试验数据管理。图1-3液压伺服万能试验机 WAW-600C微机控制电液伺服万能试验机1主要用于金属材料的拉伸、压缩、弯曲、剪切等试验，增加简单的附件和装置，还能对木材、水泥、混凝土、橡胶及其制品进行试验。WAW-600C微机控制电液伺服万能试验机主要参数：1、最大试验力(KN)：6002、试验力示值相对误差：示值+13、试验力测量范围：最大试验力的2%100%4、等速应力控制范围：(N/mm2S-1) 2605、应力速率误差：5%6、等速应变控制范围：0.00025/s0.0025/s7、应变速率误差：5%8、等速位移控制范围(mm/min)： 0.5509、位移速度相对误差：5%10、夹紧方式：液压夹紧11、圆试样夹持直径范围（mm）：134012、扁试样夹持厚度范围（mm ）：03013、扁试样夹持宽度（mm ）：8014、最大拉伸试验空间（mm）：60015、最大压缩试验空间（mm）：50016、控制柜外形尺寸（mm）：60048096017、主机外形尺寸（mm）：1180750263318、电机功率（KW）：4.119、主机质量（KG）：3000第二章设计方案2.1方案简述2.1.1方案一：锥齿轮传动电动机产生动力通过减速箱，经过蜗轮蜗杆的传动，带动圆锥齿轮运动，再由圆锥齿轮的转动带动丝杆转动。同时，与丝杆配合的丝杆螺母带动上横梁上下运动。下夹具固定在试验台上，至此完成试验。图2-1 方案一2.1.2 方案二：链轮传动电动机产生动力输出到减速器，然后进入蜗轮蜗杆传动系统，进一步减速幷改变运动旋转方向后，通过链传动系统传递到丝杆。由链轮的传动带动丝杆传动。同时与丝杆配合的丝杆螺母带动横梁上下运动，而下夹具固定在试验台上，至此完成试验。图2-1 方案一2.1.3方案三：丝杆传动电动机产生动力后输出到减速器，然后由涡轮带动丝杆传动。丝杆转动同时两个丝杆螺母同步背向或相向运动，两个连杆同时远离或靠近。这就是下夹具所在试验台向上或向下运动。上面横梁可以固定，也可以在液压，丝杆等外力驱动下上下运动，至此完成试验。图2-3 方案三2.1.4方案四：液压传动本方案与上述两种文件有所不同，本方案是由油泵驱动油缸里的活塞提供外部试验力。油泵输出油经进油管达到液压缸，然后经回油管路流回回油缸再次利用。液压系统带动上横梁上下运动。下夹具通过离合器与减速箱电动机连在一起产生扭转运动，而上夹具则固定在上横梁上。此方案要求液压系统要有较精确的控制阀配合才能实现试验目的。图2-4方案四2.2方案比较方案一：滚珠丝杠-螺母传动机构是在丝杠和螺母之间放入滚珠作为中间件，是丝杠与螺母的滑动摩擦传动变为滚动摩擦传动。滚珠丝杠-螺母传动机构具有下述优点：（1）传动精度高，运动平稳，无爬行现象滚动丝杠传动基本上是滚动摩擦，摩擦阻力小，摩擦阻力的大小几乎与运动速度完全无关，这样就可以保证运动的平稳性，且不会出现爬行现象（其静摩擦系数与动摩擦系数相差极小）。（2）有可逆性滚珠丝杠摩擦损失小，可以从旋转运动转换为直线运动，也可以从直线运动转换为旋转运动。（3）采用滚珠丝杆传动,并且蜗杆传动带有自锁作用，可以实现丝杆自锁；蜗杆传动有两个输出轴，并且转向相同，所以丝杆螺纹旋向要相反，才能使丝杆螺母运动方向一致。（4）成本高滚珠丝杠和螺母等元件的加工精度要求较高，光洁度要求也较高，故制造成本高。方案二：虽然链传动的制造与安装精度要求较低，成本也低。远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便得多。但是只能实现平行轴间链轮的同向传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；磨损后易发生调齿；工作是有噪声、振动冲击。方案三：（1）丝杠水平放置利于自锁。水平状态下不受自重惯性力，故运动停止较为容易。（2）采用涡轮驱动丝杠，由于涡轮尤其是单头涡轮传动效率低，传动精确度也较差。同时涡轮一般采用较为贵重的减摩材料（如青铜）制造，从而增加了制造成本。（3）工作台有两个连杆驱动所承受力较小。在较大试验力时，连杆安全性降低，必须增大连杆尺寸，这就使得试验机所需较大的外功率来驱动。方案四：由于采用了液压驱动，故有以下特点：液压传动能够实现无级变速，工作平稳；同功率时液压装置体积小、质量轻；液体为工作介质易泄露，造成污染；油液可压缩故传动比不准确；传动过程中损失较大，效率较低；液压传动对油温和负载变化极为敏感，对外部环境要求较高；液压元件精度高，造价高；液压传动一旦出现故障时不易追查原因，不易迅速排除。综合上述四种方案的优缺点以及目前市场上主流试验机形式，最后决定选择第一种方案为本设计所采取的最终方案。第三章运动动力设计和相关计算3.1电动机的选择由设计要求已知条件可知，假设试验机横梁设计速度为240mm/min.试验机所施加的外力为100KN。故式中：F试验机输出力，N；V丝杆速度，m/s.电动机功率在传递过程中必然有一定的损失。参考机械工程手册可知，丝杆与丝杆螺母间传动效率为0.9（0.850.95，在这里取0.9）锥齿轮之间传动效率为0.94(8级精度，一般齿轮传动)，涡轮蜗杆间传动效率为0.8，其他连接件传动效率为0.9，其他联接件传动效率为0.9。故所以W式中：P试验机有效功率；试验机总效率。查阅电机手册结合实际情况选择合适型号为Y802-4，它的额定功率为0.75KW、满载转速为1390r/min。3.2传动装置总传动比的计算及其分配已知横梁速度以此求得丝杠转速。式中；V丝杆速度，m/s； P丝杆螺距，mm。电动机选定后，按照电动机的满载转速及试验机工作部分转速，可计算出传动装置的总传动比。再按照常用传动机构性能及适用范围，初步选择各个出动部分传动比如下：=1.5 =20。3.3蜗轮蜗杆传动系统的设计与校核由设计要求可以知，涡轮输入功率：蜗轮输入转速：传动比：预期寿命：15000h3.3.1涡轮蜗杆材料的选择考虑到蜗杆速度不大，选择蜗杆材料为45钢，幷将其淬火至4555HRC，保证效率高且耐磨性好，涡轮材料为制造锡青铜（ZcuSn10P1），金属膜铸造。3.3.2蜗杆传动类型的选择根据GB/T100851998，决定采用渐开线蜗杆（ZI蜗杆）。按齿面接触疲劳强度进行设计，根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。查机械设计，得到按涡轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：(1) 确定作用在蜗轮上的转矩(2)确定载荷系数K，其中为使用系数，在表11-5选取使用系数=1.15，因工作载荷较稳定，载荷分布不均现象将由于工作表面良好的磨合而得到改善，故取齿向载荷分布系数：由于转速不高，传动较平稳，冲击不大，可取动载系数，则(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值，从图11-18中可查得接触系数=3.1(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为采用ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆采用45钢淬火，齿面硬度大于45HRC，可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数其中j为涡轮每转一转每个轮齿啮合的次数，为涡轮转速，为工作寿命。则接触强度的寿命系数则(6)计算中心距根据表11-2，取中心距，因，按，故从表11-2中取模数，蜗杆分度圆直径。则，从图11-18中可查询接触系数，因为，因此以上计算结果可用。2蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向齿距：直径系数：齿顶圆直径：齿根圆直径：分度圆导程角：蜗杆轴向齿厚：(2)蜗轮蜗轮齿数：变位系数：验算传动比：这时传动比误差为是允许的。蜗轮分度圆直径：蜗轮喉圆直径：蜗轮齿根圆直径：蜗轮咽喉母圆半径：涡轮齿顶圆直径：，取。，取。涡轮齿宽：，取。3.校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数：根据，从图11-19中可查得齿形系数。螺旋角系数：许用弯曲应力：从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数：弯曲强度是满足的。4.验算效率已知，与相对滑动速度有关。从表11-18中用插值法查得，代入式中得。大于原估计值，因此不用重算。5.精度等级公差和表面粗糙度的确定从GB/T 10089-1988-圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f,标注为8f,GB/T 10089-1988-。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。由于蜗杆滑动速度较低，产生热量较少，故可以不进行温度验算。试验机利用频率较低，故可以不润滑，或者偶尔喷油润滑即可。3.4锥齿轮的传动设计由设计要求可以知，锥齿轮输入功率：锥齿轮输入转速：传动比：预期寿命：说明锥齿轮的传动设计的这部分全参照实用机械设计，下面涉及的就不再说明了。3.4.1选材、热处理、选齿轮1，注意事项(1)大小齿轮选材，热处理不同，小齿轮比大齿轮齿面硬度高3050HBSHBSg；(2)一般用锻钢毛坯，尺寸太大可用铸钢；(3软尺面适用中载中速；(4)尽可能用优质碳素钢；(5)热处理后切齿，精度可达8-9级左右；2，由机械设计表10-1，表10-4可查得：小齿轮45钢，调质217HBS-255HBS，取中间值236HBS，大齿轮45钢，正火，163HBS-217HBS，取中间值190HBS，8级精度。3确定齿数z,校核计算公式为：由于是闭式传动，小齿轮数在20-40之间，为了保证不使同一对轮齿固定啮合，小齿轮齿数尽量为奇数所以选小圆锥齿轮齿数(1)选取(2)计算(3)3.4.2按接触强度计算d由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值1计算2计算计算公式为：其中为使用系数，为动载系数，为齿间载和分配系数，为齿向载荷分配系数。(1)由表4-8选取使用系数=1.0(2) 动载系数跟制造精度及圆周速度有关，试选动载系数记试选=1.1(3) 齿间载荷分配系数1可选取为1(4) 查机械设计手册表10-9得轴承系数，则齿向载荷分布系数：(5) 计算：3，由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数4，节点系数由最新中外齿轮强度标准文集查得5，由机械设计图10-21按齿面硬度查得小齿轮，大齿轮的接触疲劳强度极限，6，计算应力循环次数7，由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数8，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，得：9，选齿宽系数值，（一般），值，则10，试试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值3.4.3校核d因试选，可能与实际不符1，模数取标准值，取2，按几何关系计算， 3，圆周速度，，由机械设计图10-8查得4，校核与相差不大，无需重算。3.4.4根据齿根弯曲强度校核1，计算公式确定上式各参数值2，计算当量齿数（1），（2），3，当量齿数由机械设计表10-5查得齿形系数，根据表4-56查得齿根应力校正系数4，确定m（1）由机械设计图10-20C查得小齿轮，大齿轮的弯曲疲劳强度极限，（2）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得（4）比较与值小齿轮：大齿轮：故将大齿轮代入计算说明符合齿根弯曲疲劳强度条件。5，校核弯曲强度而按接触强度计算的，故取大者为模数m=几何尺寸的计算1分度圆直径d2节锥角3节锥距4齿宽取整5齿顶高6齿根高7齿顶圆直径3.5工作主轴的设计和校核3.5.1计算工作主轴1，求轴上的功率P，转速n，转矩T2，考虑到轴与其他零件的配合，设计攒动轴的结构如下图所示：3.根据扭转强度计算轴的直径：先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢（调质），根据机械手册表13-3查得，取，得而此轴上有三个键槽和较多突变，轴径应加大35%，算得，取4，根据轴向定位的要求确定州的各段直径和长度（1），段轴与锥齿轮配合，取最小直径，由机械设计锥齿轮轮毂宽度为，为使挡圈可靠的压紧齿轮取。（2）为了满足锥齿轮的轴向定位，轴段右端与轴段左端需一轴肩，轴肩的高度一般取为，故取，段直径，为过渡段，取。（3）初步选择滚动轴承，因轴承同时受径向力和轴向力，故选用双列深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-1中初步选取标准精度级的圆锥滚子轴承，轴承代号30307，其尺寸为，为使轴套可靠的压紧轴承，段应略短于轴承宽度，故取。（4）这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表15-1查得该型轴承的定位轴肩高度，因此取。（5）轴段与涡轮配合，由于涡轮的齿宽，取与处的轴肩为，则，。（6）轴段为轴环，轴环宽度，取轴肩，则，取，所以，。（7）由于设计要求中要求极其外形尺寸：，故选取。5，轴上的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。涡轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公尺为。6，确定轴上圆角和倒角尺寸取周端倒角为，轴肩圆角半径r取3.5.2工作主轴的校核此传动轴与涡轮箱连接，。按许用弯曲应力计算法校核：转矩：圆周力：轴向力：径向力：1.计算支撑受力水平面反力：轴向力反力： 2，计算弯矩水平面最大弯矩：垂直面最大弯矩：合成弯矩最大值：3，计算转矩轴向转矩：4，许用应力针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力: 因选此输出轴材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得，因此，故安全。综上所述，设计轴的形状如图所示：3.6滚珠丝杆传动的设计与校核3.6.1工作压强的计算1，螺母的轴向位移：式中：螺杆转角,rad; s导程，mmP:螺距，mm；x:螺纹线数令该螺纹为单线螺纹。则x=1由于丝杠带动横梁的移动距离为1200mm，又要留下一定的余量，可令螺纹长度 L1500mm。设计使螺纹移动时，手轮转动150圈，即由此可知：2，查询滚动螺旋传动设计基础螺旋中经应满足：螺纹中径：其中带入数据，有由表可知，有，根据滚动螺旋传动设计基础表1-5选择滚珠丝杆的材料为CrWMn，热处理为整淬，螺母的材料为CrWMn，热处理为淬头。3，螺母高度：4，旋和圈数：（在12-16之间），符合要求。5，基本牙型高度：6，工作压强：工作压强满足要求。7，为了保证自锁，螺纹升角在此取8，螺纹牙根部的宽度：3.6.2静载荷计算基本额定静载荷特性值计算公式：式中为接触点钢球与滚道表面的主要曲率。式中：钢球直径，取；螺杆滚道曲率半径，取；接触角，取；滚动螺旋公称直径，取。基本额定静载荷：静载荷条件：条件满足，故合格。3.6.3螺杆的强度计算则根据第四强度理论：螺杆最大弯曲应力，查表可知，故螺杆强度合格。3.6.4寿命计算其计算公式：确定上式参数如下：1，螺母接触系数：2，螺杆接触系数：3，寿命系数：4，转速系数：5，寿命条件：式中：载荷系数硬度影响系数短行程系数试验机工作力故满足条件合格。采用固定式内循环。接触角：钢球直径：螺纹滚道曲率半径：偏心距：螺纹升角：螺杆大经：螺杆小径：螺杆接触点直径：螺杆牙顶圆角半径：螺母螺纹大径：螺母小径：根据上述设计与校核画出滚珠丝杆与螺母的二维图。总结试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。本文在查阅大量国内外试验机生产厂家资料的基础上，对所设计的抗弯强度试验机进行了仔细研究，根据所提出来的技术指标要求，设计了试验机的机械部分。在这次设计中，查阅了关于试验机的一些书刊资料，对试验机有了基本的认识。在这种情况下，结合所查阅到的资料，设计出了四种方案，并对这四种方案进行了相互比较，最后选定了第一种方案。方案选定后，随之对试验机的传动系统做了设计与校核。这些传动系统有涡轮蜗杆传动系统、直齿锥齿轮传动系统、丝杠传动系统。在一系列的力、弯矩、转矩计算与校核后，确定所有零件的结构设计均符合要求。在设计与校核过程中，电动机的选择要综合考虑试验机所输出力、输出速度，然后以此倒退求知电机功率及其外形尺寸。在选择具体传动比时，要选择各种传动机构合理范围之内的值。蜗轮蜗杆的设计时，除了要计算齿受力情况外，还要校核蜗杆的弯曲强度。由于丝杠的转速很低，故采用了锥齿轮传动。本试验机的关键传动部分是滚珠丝杠-螺母传动系统，要进行工作压强、静载荷、螺杆强度、寿命的一系列计算。毕业设计是对四年中所学知识的一次综合性的考察，它可以比较全面的检查我们的专业知识水平，及时让我们发现缺点和不足。在毕业设计中，我回顾了四年所学的知识充分认识到了自己的欠缺，学会了运用手册和查阅相关书籍资料，学会了用标准来规范自己。毕业设计和毕业论文是本科生培养方案的重要环节。所谓“温故而知新”，只有对已学过的知识真正掌握了，才能吸收新的知识。而新的知识反过来则可以进一步促进对已学知识有新的理解。参考文献（1）濮良贵、纪名刚等，机械设计（第八版），北京高等教育出版社，2006.6186 272 （2）吴宗泽、罗圣国，机械设计课程设计手册（第三版），北京高等教育出版社，2006.54170 （3）成大先等，机械设计手册（第四版）北京化学工业出版社，2001.11210351 （4）王中发、吴宗泽，实用机械设计，北京理工大学出版社，1998.2 （5）现代机械传动手册编辑委员会，现代机械传动手册（第二版），北京机械工业出版社，2002.5145167 （6）杨黎明、黄凯、李恩至、陈实现，机械零件设计手册，北京国防工业出版社， 1987.6，225287 （7）孙桓，机械原理，北京高等教育出版社，2006.5174201 （8）廖念钊、莫雨松等，互换性与技术测量(第四版)，北京中国计量出版社，2006.71117 （9）朱孝录等，机械传动设计手册，北京电子工业出版社，2007.7120357 （10）李晓杰，CSS-2200系列电子万能试验机，试验技术与试验机，1996年，卷36,36 文献翻译英文原文：NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSIONOF THE CRANK-AND-ROCKER MECHANISM DESIGNAbstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use.Keywords：Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variationINTRODUCTIONBy conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized.The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively.1. ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle. The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established.The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker and the oscillating angle of rocker are given. Then the value of the coefficient of travel speed variation is chosen in the permitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank possibly realized is calculated corresponding to value .1.1 Length of bars of crank and rocker mechanismAs shown in Fig.1, left arc is the permitted field of point . The coordinates of point are chosen by small step from point to point .The coordinates of point are (1) (2)where , the step, is increased by small increment within range(0,). If the smaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. is the radius of the design circle. is the distance from to . (3)Calculating the length of arc and , the length of the bars of the mechanism corresponding to point is obtained1,2.1.2 Minimum transmission angle Minimum transmission angle (see Fig.2) is determined by the equations3 (4) (5) (6)where Length of crank(mm) Length of connecting bar(mm)Length of rocker(mm)Length of machine frame(mm)Firstly, we choose minimum comparing with . And then we record all values of greater than or equal to and choose the maximum of them.Secondly, we find the maximum of corresponding to any oscillating angle which is chosen by small step in the permitted range (maximum of is different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation ).Finally, we change the length of rocker by small step similarly. Thus we may obtain the maximum of corresponding to the different length of bars, different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation .Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design.It is worth pointing out that whatever the length of rocker is evaluated, the location that the maximum of arises is only related to the ratio of the length of rocker and the length of machine frame /, while independent of .2. DESIGN METHOD2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rockerThe design procedure is as follows.(1) According to given and , taken account to the formula the extreme included angle is found. The corresponding ratio of the length of bars / is obtained consulting Fig.3. (7)(2) Choose the length of rocker according to the work requirement, the length of the machine frame is obtained from the ratio /.(3) Choose the centre of fixed hinge as the vertex arbitrarily, and plot an isosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker (see Fig.4), and . Then plot , draw , and make angle . Thus the point of intersection of and is gained. Finally, draw the circumcircle of triangle .(4) Plot an arc with point as the centre of the circle, as the radius. The arc intersections arc at point . Point is just the centre of the fixed hinge of the crank.Therefore, from the length of the crank (8)and the length of the connecting bar (9)we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of , , , and .Thus the optimal transmission property is realized under given conditions.2.2 Realizing the optimal transmission design given the length of the rocker (or the length of the machine frame) and the coefficient of travel speed variationWe take the following steps.(1) The appropriate ratio of the bars / can be chosen according to given . Furthermore, we find the length of machine frame (the length of rocker ).(2) The corresponding oscillating angle of the rocker can be obta

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